真空容器大門法蘭結構設計及優化

韓 瀟，祁 妍，劉波濤

（北京衛星環境工程研究所，北京 100094）

0 前言

空間環境模擬器是模擬衛星在軌運行中經歷的主要空間環境的試驗設備系統。真空容器是空間環境模擬器的主體結構，主要由筒體、封頭、大門法蘭、支座等組成。空間環境模擬器在工作狀態時，容器內部為高真空環境，容器結構承受外壓載荷。

由于衛星試驗需要通過容器大門進出空間環境模擬器，因此容器大門必須安全可靠，不但要具有良好的密封性，而且不能削弱容器的整體結構強度。大門法蘭作為大門開合連接件，又承擔著大門在自重和外壓載荷下的變形。容器大門是真空容器組成部件中成本高、加工難度大的關鍵部件。

本文通過實例分析，介紹了大門法蘭的結構特點和設計方法。在同等設計條件和特征尺寸一致的情況下，對容器大門法蘭結構進行了改進設計，并基于有限元分析方法，對各結構形式進行強度、剛度分析，選出最優設計方案，以達到性能可靠、工藝簡單、重量輕、成本低的設計目標。

1 大門法蘭結構設計

真空容器法蘭主要有3種類型：松式法蘭、任意式法蘭和整體法蘭[1]。松式法蘭未能有效與容器筒體連接成一個整體，不具有整體連接的同等結構強度，一般不用作大門法蘭。任意式法蘭結構形式較為靈活，其法蘭端框和容器筒體采用焊接結構連接，并可通過增加加強筋以提高法蘭強度和剛度。整體法蘭主要是高頸法蘭，其端框、頸部與容器筒體有效地連接成一個整體，保證了筒體與法蘭同時受力，是容器大門法蘭常用的結構形式。

整體法蘭結構設計時基于一系列基本假設，建立法蘭力學計算模型和數學處理方法，通過若干方程式來核算出法蘭的總體強度，其過程十分繁瑣。華托爾斯等人在分析了法蘭的應力分布情況，確定了整體法蘭的最大應力一是法蘭環內圓柱面上的徑向應力和切向應力，二是錐頸大端或小端外表面的軸向應力，當頸部斜度較大時，出現在錐頸小端，反之位于大端。經過一系列推導和簡化后，得到了目前規范中的應力計算公式[2-4]。法蘭高頸大端或小端的軸向應力Hσ、法蘭環的徑向應力Rσ、法蘭環的切向應力Tσ計算表達式為

式中：f為整體法蘭頸部小端應力與頸部大端應力的比值；M為作用于筒體端部縱向截面的彎矩，N·mm；e、λ、z、Y為結構系數。

圖 1為某大型空間環境模擬器容器大門整體法蘭結構。設計壓力p= 0.1 MPa，內徑Di= 9 000 mm，外徑0D= 9 300 mm，法蘭有效厚度fσ=150 mm，頸部大端厚度1σ= 35 mm，頸部小端厚度0σ= 22 mm，錐頸高度h= 40 mm。設計主要是試差過程，通過預先確定法蘭的結構尺寸，分析其載荷和力矩，從而計算法蘭的應力，使之滿足各項強度約束條件。

圖1 大門整體法蘭結構Fig.1 Structure of door holistic flange

按照彈性失效準則，法蘭各應力均應小于材料的許用應力。但從應力的實際分布形態和對失效的影響來分析，規定不同的應力限制更加實際。如果法蘭發生屈服，則希望不在法蘭環部而在頸部，因為錐頸上的軸向應力是沿截面線性分布的彎曲應力，并帶有局部性質，少量屈服不會對法蘭環變形產生較大影響而導致泄漏。但如果允許頸部有過高應力，則頸部載荷因重新分配會向法蘭環傳遞而導致法蘭環材料部分屈服，因此需要對錐頸和法蘭環的應力平均值加以限制規定。整體法蘭強度校核一般建立以下約束條件：

真空容器常用結構材料為不銹鋼 0Cr18Ni9，設計溫度為常溫，許用應力為137 MPa。按照上述公式對該整體法蘭結構進行應力計算校核，滿足設計強度要求。

2 基于FEA的法蘭結構優化

容器大門整體法蘭一般采由不銹鋼鍛件加工而成，造價高昂且制造工藝復雜。為減輕大門法蘭重量和減少制造成本，使設計的法蘭更為合理，在滿足強度、剛度等設計要求的前提下，基于有限元計算對法蘭結構進行優化。

以上節設計的大門整體法蘭為例，考慮到法蘭環的切向應力和徑向應力要有足夠的安全性，選定法蘭有效厚度σf= 60 mm，并增加不同形式的筋板以減小法蘭軸向應力。在此基礎上確定了3種法蘭改進方案：

1）空心法蘭：結構采用60 mm厚法蘭環，在法蘭環與筒體外側間均布180塊厚度為20 mm的L型加強筋，法蘭截面形式為方形空心，總厚度與整體法蘭相同為150 mm。

2）短三角筋法蘭：結構采用60 mm厚法蘭環，在法蘭環與筒體外側間均布180塊三角加強筋，筋板尺寸為128 mm×90 mm×20 mm，其中90 mm短直角邊沿筒體方向。

3）長三角筋法蘭：結構采用60 mm厚法蘭環，在法蘭環與筒體外側間均布180塊三角加強筋，筋板尺寸為180 mm×70 mm×20 mm，其中180 mm長直角邊沿筒體方向。

2.1 有限元建模

為實現結構密封要求，真空容器大門法蘭一般有兩個，分別與筒體和封頭焊接，并在其中一個法蘭上加工密封槽，安裝密封圈，通過氣動夾具將兩個法蘭平行夾緊。基于法蘭結構的對稱性，有限元計算模型以大門法蘭與筒體連接一側建立1/2模型。考慮到筒體邊緣應力衰減長度，將位于容器第一個加強筋圈之前的部分筒體與法蘭一起建模分析[5]。

計算平臺采用ANSYS有限元分析軟件，法蘭結構主體采用20節點三維實體單元SOLID95，筋板采用4節點板殼單元SHELL63，所有的焊接均按固接處理。容器筒體和法蘭選用0Cr18Ni9材料，其特性見表1。

表1 大門法蘭材料性能參數Table 1 Material parameters of door flange

筒體外表面及大門法蘭外側面承受外壓載荷為0.1 MPa，密封圈壓力作用面承受載荷Pc由封頭外壓傳遞至法蘭，并均布到密封槽的側面和底面，計算公式為

式中：D0為大門法蘭外徑，mm；D1為法蘭密封槽內直徑，mm；b為法蘭密封槽寬度，mm。

2.2 計算結果及分析

應用ANSYS對整體法蘭和上述3種改進法蘭模型的結構強度、剛度進行分析求解，得到了各法蘭在外載荷作用下的位移和應力，并計算出各法蘭質量，見表2。

表2 大門法蘭有限元計算數據Table 2 Finite element analysis data of door flange

從上表可知，整體法蘭最大應力為36.55 MPa，低于材料的許用應力，并有一定的強度余量。法蘭密封面法向總位移為 0.281 mm，低于密封面的平面度要求，能夠保證密封要求。

短三角筋法蘭的位移量和應力均遠高于其他結構，尤其是最大應力值已經接近材料的許用應力。空心法蘭僅次于短三角筋結構，應力也接近整體法蘭的兩倍。長三角筋法蘭的位移量和應力值與整體法蘭相差不大，其最大應力值出現在三角筋與筒體相連的尾部尖端，由于三角筋長度較大，對法蘭的彎曲提供了良好的支撐作用，盡管法蘭自身的抗彎剛度不大，但仍然獲得了較小的結構位移，法蘭質量也比整體法蘭減少了50%以上。

綜合考慮4種法蘭結構的經濟性和可靠性，設計中選用了長三角筋法蘭形式。4種大門法蘭結構應力分布如圖2～圖5所示。

圖2 整體法蘭應力分布Fig.2 Stress distribution in the whole flange

圖3 空心法蘭應力分布Fig.3 Stress distribution in the hollow flange

圖4 短三角筋法蘭應力分布Fig.4 Stress distribution in flange with short triangle reinforcement

圖5 長三角筋法蘭應力分布Fig.5 Stress distribution in flange with long triangle reinforcement

3 結束語

空間環境模擬器容器大門法蘭為非標結構，其設計是一個復雜的分析計算過程。本文在對大門法蘭結構進行力學分析后，提出了大門法蘭強度校核條件和設計方法。由于大門整體法蘭造價高，加工難度大，因此通過對法蘭結構進行方案改進和評估及合理優選，在應力和變形基本相同的情況下,使法蘭質量減輕了一半以上。目前大門法蘭結構改進后的某大型空間環境模擬器已投入型號試驗。

（Reference）

[1]GB150-1998.鋼制壓力容器[S].北京： 中國標準出版社, 1998

[2]丁伯民, 蔡仁良.壓力容器設計原理及工程應用[M].北京： 中國石化出版社, 1992

[3]PVRC Active Project Descriptions & Status[R].PVRC, 2000

[4]蔡仁良.國外壓力容器及管道法蘭設計技術研究進展[J].石油化工設備, 2003, 32(01)

[5]余偉煒, 高炳軍.ANSYS在機械與化工裝備中的應用[M].北京： 中國水利水電出版社, 2006